JP2011153809A - 熱源制御システムおよび熱源制御方法 - Google Patents

Abstract

【課題】クローズ系ツーポンプ方式の熱源システムにおいて、各制御モジュールが共通の計測項目により動作して安定な制御状態を実現し、かつ、搬送動力の省エネ化を図る熱源制御システム及び方法を提供する。
【解決手段】複数の熱源機、熱源水を搬送する複数の１次ポンプ、熱源水を混合する往水１次ヘッダと往水２次ヘッダ、往水１次ヘッダから往水２次ヘッダに送水する複数の２次ポンプ、２次ポンプからの熱源水の供給を受ける空調負荷、空調負荷の出口側の空調機用２方弁、熱源水が戻る還水ヘッダ、往水１次ヘッダと還水ヘッダ間の連通管、を備えた熱源システムにおいて、連通管に制御２方弁を設け、往水１次ヘッダの圧力を検出する圧力センサを設け、空調機用２方弁を全て全閉させた状態でこの制御２方弁を閉じていった場合に、熱源機が流量低下でエラー停止する直前の圧力を、往水１次ヘッダの管内圧力目標値として制御２方弁を制御する。
【選択図】図１

Description

本発明は、空調熱源設備の負荷状態の変動に応じて熱源機の最適な運転台数を決定して制御を行う技術に関するものである。

従来から、複数台の熱源機を含む複数台の１次ポンプと、空調負荷への搬送を担う複数台の２次ポンプから成り、この２次ポンプのうち１台がインバータ対応している構成のツーポンプ方式の熱源システムが、省エネルギーを考慮した熱源システムとして知られている。このような熱源システムの制御は、基本的に、ピーク負荷に対して能力分割した複数台の熱源機と１次・２次ポンプを、エアハンドリングユニット（ＡＨＵ）やファンコイルユニット（ＦＣＵ）などの空調負荷が要求する負荷に応じて、適正な熱源機と１次・２次ポンプの台数や出力で運転させることにより、部分負荷に対応しようとするものである。
このツーポンプ方式の熱源システムにおいて、空調負荷の出口側に２方弁が設けられ、この２方弁が制御されることにより変流量となるシステムをクローズ系ツーポンプ方式の熱源システムという。

上記のクローズ系ツーポンプ方式の熱源システムに係る制御方法について、図１２〜図１５を参照して説明する。図１２は、クローズ系ツーポンプ方式の熱源システムの概略系統図を示している。
クローズ系ツーポンプ方式の熱源システムは、図１２に示すように、往水１次ヘッダと還水ヘッダを連通管で接続し、空調負荷側の複数台の２次ポンプと、熱源機側の複数台の１次ポンプから構成されている。２次ポンプは、往水１次ヘッダから還水ヘッダまでを受け持つ。一方、１次ポンプは、還水ヘッダから往水１次ヘッダまでを受け持つ。

従来の制御方法では、２次ポンプ側の制御は、空調負荷側の負荷流量に応じて、ポンプ台数制御と往水２次ヘッダの圧力（送水圧力）、もしくは、往水１次ヘッダと還水ヘッダ（連通管でつながっているので同圧）間の差圧を維持するための２次ポンプのインバータと往水ヘッダ間バイパス弁（圧力逃し弁）の制御が行われる。なお、２次ポンプのインバータは、全台数に組み込まれるのは稀であり、１台だけ組み込まれる場合が殆どである（例えば、特許文献１、特許文献２を参照。）。
また、熱源機については、往水温度、還水温度、負荷流量のプロセス値に基づいて判定処理されて、熱源機の台数制御が行われる。なお、１次ポンプは、熱源機の補機として熱源機と連動運転する。

例えば、特許文献１に開示されている熱源システムの制御方法の場合、熱源機のエネルギーを算出し、２次ポンプのエネルギーを算出し、熱源機のエネルギーから算出された空調負荷のエネルギー消費量と、２次ポンプのエネルギーから算出された２次ポンプのエネルギー消費量とから熱源システムのエネルギー消費量を算出し、この値が最小になる送水温度を算出するものである。

また、特許文献２に開示されている熱源システムの制御方法の場合、運転中の１次ポンプの定格流量の合計値を１次側流量として求め、還水ヘッダに戻される熱源水の流量（負荷流量）を２次側流量とし、この２次側流量と１次側流量とを比較し、２次側流量が１次側流量よりも大きい場合、熱源機の運転台数を増段するものである。

一般に、クローズ系ツーポンプ方式の熱源システムにおける熱源機の台数制御は、負荷熱量を算出して熱源定格熱量（熱源能力）と比較することによって、熱源機の台数を決定する基本増減段判定と、還水温度が低下した場合は減段（暖房時は逆）、往水温度が上昇した場合（暖房運転時は逆）には増段をする補正増減段判定の組み合わせで行われる。
なお、基本増減段判定において、負荷熱量は、負荷流量に往水温度と還水温度の温度差を乗算して算出している。また、熱源機は１台ずつ増減段処理し、増減段処理後に効果待ち時間を設けている。

補正増減段判定が必要な理由は、負荷熱量といった条件で決まった台数で運転している場合でも、図１３（１）に示すように、熱源機の台数が空調負荷に対して過多であれば（すなわち、空調負荷が小さく負荷流量が少ない）、連通管には往水１次ヘッダから還水ヘッダに向かって流れ込み、還水温度が低下する。つまり、熱源機の台数過多の傾向を還水温度で検出して、熱源機の減段補正を行うのである。

一方、図１３（２）に示すように、空調負荷側の流量が過多（熱源台数が過少）であれば、連通管には逆に還水ヘッダから往水１次ヘッダに向かって流れ込み、熱源機の出口温度よりも送水温度が上昇することになる。つまり、熱源機の台数過少の傾向を往水温度で検出して、熱源機の増段補正を行うのである。このようにして熱源機の台数の適正化を図るのが補正増減段制御である。

また、２次ポンプの台数制御は、負荷流量に基づき行う。具体的には、負荷流量と２次ポンプの定格流量を比較して必要な運転台数を決定している。
また、２次ポンプのインバータ制御は、往水２次ヘッダの圧力（送水圧力）に基づいて行う。
また、圧力逃し弁の制御も、往水２次ヘッダの圧力（送水圧力）に基づいて行う。通常、上記の２次ポンプのインバータ制御の送水圧力設定よりも高い圧力設定にして、インバータで調節できない場合にのみ圧力逃し弁を開放する。

次に、上記のクローズ系ツーポンプ方式の熱源システムにおける従来の制御方法の問題点について述べる。
上述した従来の制御方法では、熱源機の台数制御，２次ポンプの台数制御，２次ポンプのインバータ制御，圧力逃し弁の制御のそれぞれが別々の判定計測ポイントを持つ独立した制御となっている。従来制御方法の体系は、図１２の概略系統図上に示すように、空調負荷まわりの制御である負荷制御系、熱源水（冷温水）を空調負荷に搬送する搬送制御系、空調負荷に対して適正な熱源機の台数を決める熱源制御系の３つに分類される。
これらの３つの区分における制御フロー図上での区分を図１４に示す。

図１４に示すように、各制御モジュールは直接の制御対象ポイントの計測値を目標値に追従させながらも、その他の計測ポイントに対しても影響を与えることがわかる。例えば、空調負荷の流量増大に対して追従するために、２次ポンプの台数制御で増段した結果、負荷熱量が同時に変化することなどである。この場合、流量変化は即時に現れるが、還水温度の反応は遅く時間遅れが生じることになる。その結果、２次ポンプの増段で流量が増えると、負荷熱量は、上述したように負荷流量に往水温度と還水温度の温度差を乗算して算出していることから、あたかも負荷熱量が急激に増えたかのように見えるのである。

このような状況でも適正に判断を行うために、各制御モジュールでは、状況の変化に対して即座に処理を行わないように判定待ち時間を設けている。さらに、台数制御のように増段処理後に一定の効果が現れるまで、次の処理をしないようにするために、処理後の効果待ち時間を設けている。これらの判定待ち時間や効果待ち時間の設定は、図１４に示すように各制御系によって、その長さを調節しなければならない。すなわち、負荷制御系の場合は、制御判定周期を短くして比較的早く反応させるのに対して、熱源制御系の場合は、起動後の立ち上がりの遅れや停止後の処理など一旦発停すると前処理後処理に時間がかかることを配慮して確定した状況を判断するために判定待ち時間を長く、また増減段処理実施後もその効果を見極めるために設定値を長く設定している。

すなわち、従来の制御方法においては、上記の判定待ち時間や効果待ち時間設定を適切に設定しなければ、各制御モジュールが干渉し合い不安定な制御状態となるといった問題がある。

また、上記のように、各制御モジュールが干渉し合い不安定な制御状態となるといった問題があることから、制御モジュール間の連携を確実に行うために、それぞれの設定値に安全率をみる必要がある。
これについて、２次ポンプのインバータ制御と台数制御の関係を例に挙げて説明する。

２次ポンプの台数制御の設定値は、図１５に示すように、２次ポンプの増減段設定は定格流量を基準に設定している。しかし、２次ポンプの吐出流量は、負荷側の要求流量で変化するので、往水１次ヘッダと往水２次ヘッダの差圧が変化する。従って、２次ポンプの吐出流量は、設計仕様上の定格流量を基準として設定しているが、実際は空調負荷側の状況によって変化するのである。そのため、２次ポンプのインバータの周波数が最大に達する前に、２次ポンプの増段が生じることがしばしば発生することになる。逆に、この状況を回避するためには、２次ポンプの増段設定値を高めに設定すればよいのであるが、あまりに高く設定しすぎると、２次ポンプのインバータが最大周波数となった場合においても、増段設定流量に達しないという事態が生じるため、２次ポンプが増段できずに空調負荷に対して悪影響を及ぼすことになる。

これらのことを考慮し、実務上は、空調負荷側の配管抵抗がどのような状況にあっても、２次ポンプが増段できる低めの流量設定を行われることが多い。その結果、上述したようにインバータ制御で最大周波数に達しないのに増段するようなことが多くなり、搬送動力のエネルギーロスを引き起こす原因となっている。

また、その他の例として熱源機の台数制御も同様である。熱源機の台数制御もまた、基本的には増減段の設定値を設計仕様上の定格能力基準で行っている。しかし、定格能力は、例えば水冷式熱源であれば冷却水温度の違い、空冷熱源であれば外気温度などの違いにより、大きく変化するものである。かかる場合も、熱源機にとって外気状態の最も悪い状況下での能力を定格として、これを基準に設定するために、多めの台数での運用になりがちとなるのである。

その他、２次ポンプのインバータ制御の圧力制御の設定値なども同様である。かかる設定値は、最大負荷時に必要な送水圧力とするため、年間を通じて大勢を占める低負荷状況においては送水圧力過多となっている。また、この送水圧力を維持するため、最低負荷域でも３５〜４５Ｈｚ程度までしか、インバータを制御できないのが現状である。

以上のように、従来の制御方法において、制御モジュール毎に設定値に安全率を見ることは、制御モジュールの連携上必要なことである一方で、エネルギーロスを発生させる原因ともなっているのである。

特開２００３−２６２３８４号公報 特開２００６−１５３３２４号公報

上記状況に鑑みて、本発明は、クローズ系ツーポンプ方式の熱源システムに係る従来の制御方法に比べ、各制御モジュールが共通の計測項目により動作して、各制御モジュールの安定な制御状態を実現し、かつ、搬送動力のエネルギーロスを削減できる熱源制御システムならびに熱源制御方法を提供することを目的とする。

本発明者らは、クローズ系ツーポンプ方式の熱源システムの設計・施工の業務の中で、熱源システムの省エネルギー化を図るべく、様々な検討・実験を重ねた結果、本発明に係る熱源制御システムおよび熱源制御方法を完成した。

上記目的を達成すべく、本発明に係る第１の観点の熱源制御システムは、空調負荷に応じて熱源水（冷温水）を供給すべく、熱源水を生成する複数の熱源機と、熱源機の補機として熱源水を搬送する複数の１次ポンプと、熱源機からの熱源水を混合する往水１次ヘッダと往水２次ヘッダと、往水１次ヘッダからの熱源水を往水２次ヘッダに送る複数の２次ポンプと、２次ポンプからの熱源水の供給を受ける空調負荷と、空調負荷の出口側に設けられた空調機用２方弁と、空調負荷で熱交換された熱源水が戻される還水ヘッダと、往水１次ヘッダと還水ヘッダ間を繋ぐ連通管と、を備えたクローズ系ツーポンプ熱源システムにおいて、下記（１−１）〜（１−３）の構成要件を備えるものである。

（１−１）連通管に制御２方弁を設ける。
（１−２）往水１次ヘッダの圧力を検出する圧力センサを設ける。
（１−３）熱源機を保護するための最小流量を確保するために必要な往水１次ヘッダの圧力を目標値として、制御２方弁を制御する。

かかる構成要件を備えることで、空調負荷側への搬送に、１次ポンプの能力を有効活用することができる。
１次ポンプの吐出流量が２次ポンプの吐出流量に対して過多の場合（つまり、空調負荷側が熱源機１台の能力に対して低負荷の状況である場合）、余剰流量分は連通管を経由して熱源機側に還流する。このことを利用し、連通管に設けた制御２方弁を適切に絞ることで、２次ポンプを運転させなくても１次ポンプの揚程で空調負荷側に循環させることが可能となる。

また、制御２方弁は、往水１次ヘッダ圧力（Ｐｓ1＿ｐｖ）が目標値（Ｐｓ1＿ｓｐ１）となるようにＰＩＤ制御を行う。目標値（Ｐｓ1＿ｓｐ１）の圧力の決定の仕方は、具体的には、機器保護の観点から、２次側の空調機用２方弁が全て全閉させた状態で、連通管に設けた制御２方弁を閉じていき、熱源機が流量低下でエラー停止する直前の往水ヘッダ圧力を目標値とする方法である。すなわち、２次側の負荷流量が０（ゼロ）となった場合でも、熱源機がエラー停止しない最小の流量を流せるような往水１次ヘッダの圧力確保を目標に制御するというものである。そのために、上記（１−２）のように、往水１次ヘッダの圧力を検出する圧力センサを設けるものである。

従来のツーポンプ方式の熱源システムにおける１次ポンプの役割は、往還ヘッダの１次側の抵抗に対して、熱源機に必要な流量を確保することであった。これに対して、本発明の熱源制御システムにおける１次ポンプの役割は、熱源機に必要な流量を確保するのに加えて、空調負荷側への熱源水の搬送を担うことである。

また、本発明に係る第２の観点の熱源制御システムは、空調負荷に応じて熱源水（冷温水）を供給すべく、熱源水を生成する複数の熱源機と、熱源機の補機として熱源水を搬送する複数の１次ポンプと、熱源機からの熱源水を混合する往水１次ヘッダと往水２次ヘッダと、往水１次ヘッダからの熱源水を往水２次ヘッダに送る複数の２次ポンプと、２次ポンプからの熱源水の供給を受ける空調負荷と、空調負荷の出口側に設けられた空調機用２方弁と、空調負荷で熱交換された熱源水が戻される還水ヘッダと、往水１次ヘッダと還水ヘッダ間を繋ぐ連通管と、を備えたクローズ系ツーポンプ熱源システムにおいて、下記（２−１）〜（２−３）の構成要件を備えるものである。

（２−１）連通管に制御２方弁を設ける。
（２−２）往水１次ヘッダと前記還水ヘッダ間の差圧を検出する圧力センサを設ける。
（２−３）熱源機を保護するための最小流量を確保するために必要な差圧を目標値として、制御２方弁を制御する。

かかる構成要件を備えることで、空調負荷側への搬送に、１次ポンプの能力を有効活用することができる。
１次ポンプの吐出流量が２次ポンプの吐出流量に対して過多の場合（つまり、空調負荷側が熱源機１台の能力に対して低負荷の状況である場合）、余剰流量分は連通管を経由して熱源機側に還流する。このことを利用し、連通管に設けた制御２方弁を適切に絞ることで、２次ポンプを運転させなくても１次ポンプの揚程で空調負荷側に循環させることが可能となる。

また、本発明に係る第３の観点の熱源制御システムは、空調負荷に応じて熱源水（冷温水）を供給すべく、熱源水を生成する複数の熱源機と、熱源機の補機として熱源水を搬送する複数の１次ポンプと、熱源機からの熱源水を混合する往水１次ヘッダと往水２次ヘッダと、往水１次ヘッダからの熱源水を往水２次ヘッダに送る複数の２次ポンプと、２次ポンプからの熱源水の供給を受ける空調負荷と、空調負荷の出口側に設けられた空調機用２方弁と、空調負荷で熱交換された熱源水が戻される還水ヘッダと、往水１次ヘッダと還水ヘッダ間を繋ぐ連通管と、を備えたクローズ系ツーポンプ熱源システムにおいて、下記（３−１）〜（３−３）の構成要件を備えるものである。

（３−１）連通管に制御２方弁を設ける。
（３−２）熱源機を通過する流量を計測する流量センサを設ける。
（３−３）熱源機を保護するための最小流量を確保するために必要な流量を目標値として、制御２方弁を制御する。

かかる構成要件を備えることで、空調負荷側への搬送に、１次ポンプの能力を有効活用することができる。
１次ポンプの吐出流量が２次ポンプの吐出流量に対して過多の場合（つまり、空調負荷側が熱源機１台の能力に対して低負荷の状況である場合）、余剰流量分は連通管を経由して熱源機側に還流する。このことを利用し、連通管に設けた制御２方弁を適切に絞ることで、２次ポンプを運転させなくても１次ポンプの揚程で空調負荷側に循環させることが可能となる。
ここで、

また、上記の本発明の第１の観点又は第２の観点の熱源制御システムにおいて、下記（ａ）〜（ｃ）の構成要件を備える。
（ａ）圧力損失的に最遠端にあたる空調負荷の入口に末端空調機入口圧力センサを設ける。
（ｂ）末端空調機入口圧力センサの計測値に基づいて、２次ポンプの台数制御、２次ポンプのインバータ制御、及び、２次ポンプの圧力逃し弁制御を行う。
（ｃ）往水１次ヘッダに設けた圧力センサ、若しくは、往水１次ヘッダと前記還水ヘッダ間の差圧を検出する圧力センサの計測値に基づいて、熱源機の台数制御を行う。

かかる構成要件を備えることにより、２次ポンプの台数制御と、２次ポンプのインバータ制御と、２次ポンプの圧力逃がし弁制御と、連通管に設けた制御２方弁の制御と、熱源機の台数制御の全ての制御を、管内圧力で判定できることになる。
これにより、従来の制御方法における制御モジュールが、それぞれ異なる判定計測ポイントで動作していたのに対して、本発明の熱源制御システムの制御方法における制御モジュールは全て圧力という共通の計測項目により動作できるのである。

２次ポンプのインバータ制御では、末端空調機入口圧力の目標値（Ｐｅ＿ｓｐ）を設置し、空調負荷が増加すると、空調機用２方弁が開方向に作動して、２次側要求流量が増大することになる。２次側要求流量が増大すると、末端空調機入口圧力が低下する。この末端空調機入口圧力の低下に追従するために、２次ポンプのインバータ出力が増大する。これによって、２次ポンプの台数制御を行うのである。

上述したように、連通管に新たに設けた制御２方弁により、空調負荷側への搬送に１次ポンプの能力を最大限に利用することができる。これにより、空調負荷側への搬送に１次ポンプの揚程をフル活用した上で、末端空調機入口圧力の維持に必要な分だけを２次ポンプのインバータで調整することができる。
これにより、２次ポンプのインバータ制御において、最低周波数設定を設けず、０Ｈｚからフルレンジで制御を行うことが可能となる。２次ポンプのインバータ制御において、０Ｈｚから制御できるようにすることにより、１次ポンプ揚程は全て活用した上で必要な分だけをインバータ出力で調整できる。一方で、仮に２次側要求流量が非常に少ない場合には、連通管の制御２方弁を開けて熱源機の最小流量を確保するのである。

また、上記の本発明の熱源制御システムにおける２次ポンプの圧力逃し弁制御において、２次ポンプが１台運転時のみ、圧力逃し弁の制御が行われることが好ましい態様である。

往水1次ヘッダと往水２次ヘッダ間の２次ポンプの圧力逃がし弁の制御目的は、従来の制御方法と同様に、２次ポンプのインバータ機が故障したときの圧力調整である。２次ポンプ１台の運転時のみで制御がかかるようにすることにより、２次ポンプがインバータ機と定格ポンプの２台が運転しているときに、定格ポンプの圧力を逃がしてしまい減段することができなくなることを防ぐことができる。

次に、本発明の熱源制御方法は、上記の本発明の第１の観点又は第２の観点の熱源制御システムの制御方法であって、
（Ｓ１）空調機用２方弁を全て全閉させた状態で制御２方弁を閉じていった場合に、熱源機が流量低下でエラー停止する直前の圧力或いは差圧を目標値として、制御２方弁を制御するステップ、を備えた構成とされる。

次に、本発明の熱源制御方法は、上記の本発明の第３の観点の熱源制御システムの制御方法であって、
（Ｓ１´）空調機用２方弁を全て全閉させた状態で制御２方弁を閉じていった場合に、熱源機が流量低下でエラー停止する直前の流量を、熱源機の通過流量の流量目標値として、制御２方弁を制御するステップ、を備えた構成とされる。

また、本発明の熱源制御方法は、上記の本発明の熱源制御システムの制御方法であって、
（Ｓ１）空調機用２方弁を全て全閉させた状態で制御２方弁を閉じていった場合に、熱源機が流量低下でエラー停止する直前の圧力を、往水１次ヘッダの管内圧力目標値として、制御２方弁を制御するステップと、
（Ｓ２）末端空調機入口圧力センサの計測値に基づいて、２次ポンプの台数を制御するステップと、
（Ｓ３）末端空調機入口圧力センサの計測値に基づいて、２次ポンプのインバータを制御するステップと、
（Ｓ４）末端空調機入口圧力センサの計測値に基づいて、２次ポンプの圧力逃し弁を制御するステップと、
（Ｓ５）往水１次ヘッダの圧力センサ、或いは、前記往水１次ヘッダと前記還水ヘッダ間の差圧を検出する圧力センサの計測値に基づいて、熱源機の台数を制御するステップと、
を備えた構成とされる。

上記（Ｓ５）の往水１次ヘッダ圧力で熱源機の台数を制御することについて説明する。往水１次ヘッダ圧力で判定して熱源機の増減段を行うことによって、熱源機の台数制御を行う。つまり、２次側要求流量が増えていくと、往水1次ヘッダの圧力は低下する。この圧力低下に対して目標設定値に追従するために、連通管の制御２方弁を閉方向に制御する。さらに、２次側要求流量が増大すると、連通管の制御２方弁の弁開度は最終的に全閉となる。この状態に達すると、圧力低下に追従できず目標値（Ｐｓ１＿ｓｐ１）から徐々に圧力が低下していくことになる。これが、ある設定値レベル（Ｐｓ１＿ｓｐ２）まで低下した場合に熱源機を増段する。一方、熱源機の増段中に、２次側要求流量が低下すると往水1次ヘッダの圧力は上昇し、ある設定値レベル（Ｐｓ１＿ｓｐ３）まで復帰した場合に減段する。

本発明の熱源制御システムならびに熱源制御方法によれば、クローズ系ツーポンプ方式の熱源システムの従来の制御方法に比べ、各制御モジュールが共通の計測項目により動作して、各制御モジュールの安定な制御状態を実現でき、かつ、１次ポンプ揚程を有効活用して搬送動力のエネルギーロスを削減できるといった効果がある。

また、本発明の熱源制御システムならびに熱源制御方法は、既存システムに対し、連通管の手動弁を制御2方弁に交換し、往水１次ヘッダの圧力計測用センサと末端空調機の入口圧力を計測するセンサを設置するだけで実行可能であり、容易かつ安価に既存システムへの導入が行える。

実施例１の熱源制御システムの概略系統図である。 連通管および制御２方弁の役割の説明図である。（１）は空調負荷側の要求が熱源機１台の能力に対して低負荷の場合の連通管の熱源水の流れを示す。（２）は連通管に制御２方弁を設置した場合の空調負荷側の１次ポンプ揚程で循環する熱源水の流れを示す。 実施例１の熱源制御システムの流路に対する管内水圧分布と制御の関係を示すグラフである。 ２次ポンプのインバータ機の制御フローを示す。 ２次ポンプの台数制御の制御フローを示す。 ２次ポンプの台数制御の動作タイムチャートを示す。 往水１次ヘッダと往水２次ヘッダ間の２次ポンプの圧力逃し弁の制御フローを示す。 連通管の制御２方弁の制御フローを示す。 熱源機の台数制御の制御フローを示す。 熱源機の台数制御の動作タイムチャートを示す。 １次側流量と１次ポンプ出口圧力との関係を示すグラフである。 従来のクローズ系ツーポンプ方式の熱源システムの概略系統図である。 従来の熱源システムにおける１次側・２次側流量を調節する連通管の説明図である。 従来の熱源システムにおける熱源制御方法の制御系区分を示す制御フロー図である。 従来の熱源システムにおける２次ポンプの台数制御の動作タイミングの説明図である。 実施例２の熱源制御システムの概略系統図である。 実施例３の熱源制御システムの概略系統図である。

以下、本発明の実施形態について、図面を参照しながら詳細に説明していく。なお、本発明の範囲は、以下の実施例や図示例に限定されるものではなく、幾多の変更及び変形が可能である。

図１は、実施例１の熱源制御システムの概略系統図を示している。実施例１の熱源制御システムは、図１に示すように、熱源水を生成する２台の熱源機（１ａ，１ｂ）と、熱源機の補機として熱源水を搬送する２台の１次ポンプ（２ａ，２ｂ）と、熱源機（１ａ，１ｂ）からの熱源水を混合する往水１次ヘッダ３と往水２次ヘッダ４と、往水１次ヘッダ３からの熱源水を往水２次ヘッダ４に送る２台の２次ポンプ（８ａ，８ｂ）と、２次ポンプ（８ａ，８ｂ）からの熱源水の供給を受ける空調負荷５と、空調負荷５の出口側に設けられた空調機用２方弁１０と、空調負荷５で熱交換された熱源水が戻される還水ヘッダ６と、往水１次ヘッダ３と還水ヘッダ６の間を繋ぐ連通管１１と、から構成される従来のクローズ系ツーポンプ熱源システムに対して、更に、
（１）連通管１１に制御２方弁２０を設け、
（２）往水１次ヘッダ３の管内圧力を検出する往水１次ヘッダ圧力センサＰ２を設け、
（３）圧力損失的に最遠端にあたる空調負荷５の入口に末端空調機入口圧力センサＰ３を設け、
（４）熱源機（１ａ，１ｂ）を保護するための最小流量を確保するために必要な圧力、具体的には、空調機用２方弁１０を全て全閉させた状態で、連通管１１の制御２方弁２０を閉じていった場合に、熱源機（１ａ，１ｂ）が流量低下でエラー停止する直前の圧力を、往水１次ヘッダ３の管内圧力の目標値として、制御２方弁２０を制御するものである。

実施例１の熱源制御システムの概略系統図（図１）の中に、図１２と同様に、制御系区分の概念、すなわち、負荷制御系Ａ、搬送制御系Ｂ、熱源制御系Ｃの３つの区分を示す。
搬送制御系は１次ポンプ（２ａ，２ｂ）まで含めて範囲とし、熱源制御系は熱源機（１ａ，１ｂ）の本体制御である出口温度制御のみとしている。搬送制御系に１次ポンプ（２ａ，２ｂ）まで含めるということは、１次ポンプ（２ａ，２ｂ）は熱源機（１ａ，１ｂ）と連動する補機であるため、従来の制御方法における熱源機の台数制御も搬送制御系に含まれるということになる。

また、実施例１の熱源制御システムでは、２次ポンプ（８ａ，８ｂ）の台数制御と、２次ポンプのインバータ機８ａの制御と、２次ポンプの圧力逃がし弁９の制御と、連通管１１に設けた制御２方弁２０の制御と、熱源機（１ａ，１ｂ）の台数制御の全ての制御モジュールの制御を管内圧力で判定する。
具体的には、２次ポンプ（８ａ，８ｂ）の台数制御と２次ポンプのインバータ機８ａの制御と２次ポンプの圧力逃がし弁９の制御については、末端空調機入口圧力センサＰ３の計測プロセス値に基づき判定し制御する。また、連通管１１に設けた制御２方弁２０の制御と熱源機（１ａ，１ｂ）の台数制御については、往水１次ヘッダ３の圧力センサＰ２の計測プロセス値に基づき判定し制御する。

図１に示すように、２次ポンプ（８ａ，８ｂ）の台数制御と、２次ポンプのインバータ機８ａの制御と、２次ポンプの圧力逃がし弁９の制御と、連通管１１に設けた制御２方弁２０の制御と、熱源機（１ａ，１ｂ）の台数制御といった全ての制御モジュールは、搬送制御系Ｂの範疇となる。
これらの制御に必須な計装機器は、図１に示すように、往水１次ヘッダ３の管内圧力を検出する往水１次ヘッダ圧力センサＰ２と、圧力損失的に最遠端にあたる空調負荷５の入口に末端空調機入口圧力センサＰ３と、連通管１１に設ける制御２方弁２０のみである。

往水１次ヘッダ３と還水ヘッダ６の間をつなぐ連通管１１に制御２方弁２０を設置し、制御２方弁２０を往水１次ヘッダ３の管内圧力（Ｐｓ１＿ｐｖ）が目標値（Ｐｓ１＿ｓｐ１）となるようにＰＩＤ制御を行い、１次ポンプ（２ａ，２ｂ）の揚程を有効活用する。従来のツーポンプ方式の熱源システムにおける１次ポンプの役割は、往還ヘッダの１次側の抵抗に対して、熱源機に必要流量を確保することにある。図２（１）に示すように、１次ポンプの吐出流量が２次ポンプの吐出流量に対して多い場合、つまり負荷側が熱源機１台の能力に対して低負荷の状況である場合には、余剰流量分は連通管１１を経由して熱源機（１ａ，１ｂ）に還流する。つまり、１次ポンプ（２ａ，２ｂ）の揚程を捨てていることになる。この場合、図２（２）に示すように、連通管１１に制御２方弁２０を設置して、この制御２方弁２０を適切に絞れば、２次ポンプ（８ａ，８ｂ）を運転させなくとも、１次ポンプ（２ａ，２ｂ）の揚程で循環する負荷流量帯が存在する可能性がある。

さらに、 ２次ポンプのインバータ機８ａに対して、最低周波数の設定など行わずに、０Ｈｚから制御できるようにすることにより、１次ポンプ（２ａ，２ｂ）の揚程は全て活用した上で必要な分だけを２次ポンプのインバータ機８ａで出力調整することが可能である。
一方、２次側要求流量が非常に少ない場合には、連通管１１の制御２方弁２０を開いて、熱源機（１ａ，１ｂ）の最小流量を確保する。つまり、この連通管１１の制御２方弁２０は、熱源機（１ａ，１ｂ）が流量低下でエラー停止しないように、熱源機の最低流量補償を行うものである。このことから、連通管１１の制御２方弁２０は、熱源運転補償用２方弁である。

この制御の目標設定値（Ｐｓ１＿ｓｐ１）の決定方法は、２次側の空調機用２方弁を全て全閉させた状態で、連通管１１の制御２方弁２０を閉じていき、熱源機（１ａ，１ｂ）が流量低下でエラー停止する直前の往水１次ヘッダ３の圧力値を目標設定値とする方法である。すなわち、２次側流量が０となった場合でも、熱源機がエラー停止しない最小の流量を流せる場合の往水圧力の確保を目標に制御することになる。

次に、実施例１の熱源制御システムにおける流路と管内水圧の関係を説明する。図３は、実施例１の熱源制御システムの流路に対する管内水圧分布と制御の関係を示すグラフである。なお、図３では、熱源が地下などの下層階にあり、末端負荷が上層階にあるような配置の場合を想定した場合を示している。図３に示されるように、連通管１１の制御２方弁２０の制御により、往水１次ヘッダ３の管内圧力（Ｐｓ１＿ｐｖ）を調整し、２次ポンプのインバータ機８ａの制御により、末端圧力を調整することを基本にしているのである。
すなわち、従来の制御方法の制御モジュールは、それぞれ異なる判定計測ポイントで動作していたが、本発明の制御モジュールは全て管内圧力という共通の計測項目により動作する。これは、制御モジュール間をロスなく連携するために有効である。

（２次ポンプのインバータ制御について）
２次ポンプのインバータ機８ａの制御は、圧力損失的に最遠端にあたる空調機の入口圧力（本明細書、図面において「末端空調機入口圧力」または「末端圧力」と称する）で制御する。最遠端の空調機（ＡＨＵ，ＦＣＵなど）に適切な出入口差圧が確保できれば適切な流量が流れる。最遠端の空調機の差圧が確保できれば、その他の圧力損失的に近い空調機も差圧は確保されるので適切な流量が流れることになる。つまり、末端圧力で制御することは非常に効率がよいことになる。

図４に、２次ポンプのインバータ機の制御フローを示す。図４に示すように、２次ポンプのインバータ機の制御は、末端空調機入口圧力のプロセス値（Ｐｅ＿ｐｖ）を入力（ステップＳ１１）し、末端空調機入口圧力が目標値圧力（Ｐｅ＿ｓｖ）となるように２次ポンプのインバータ出力をＰＩＤ制御（ステップＳ１２）するのである。

また、連通管１１に制御２方弁２０を設けることにより、２次側搬送に１次ポンプ能力を利用することができる。つまり、２次側搬送に１次ポンプ揚程をフル活用した上で、末端圧力の維持に必要な分だけを２次ポンプのインバータ機８ａで調整できることになる。このため、２次ポンプのインバータ機８ａを例えば０〜６０Ｈｚのフルレンジで制御することができることになる。

従来の制御方法では、２次ポンプのみで２次側搬送を行っている。そして、２次ポンプのインバータ機の制御は、送水圧力を補償する制御である。従って、最小負荷時であっても、この送水圧力を維持しようとするため、結果的にインバータ周波数は３５〜４５Ｈｚ程度までしか下げられないのである。
しかし、実施例１の熱源制御システムでは、１次ポンプ揚程の一部が２次側搬送に用いられるため、２次ポンプのインバータ機８ａの周波数は、従来の制御方法に比べて下げることが可能であり、状況によっては０Ｈｚまで低下させることができる。

なお、２次ポンプの低回転運転に関しては、低回転で運転するとモータの焼損が生じることがあり、そのためにインバータ制御に２０〜３０Ｈｚの最小周波数設定を設けているケースがある。しかし、空調用ポンプに一般的に使用される遠心ポンプの場合は、ギアポンプやプランジャーポンプ（往復動ポンプ）などの容積ポンプの場合と異なり、低回転でモータが焼損するということはなく、２次ポンプのインバータ機８ａの制御は、０Ｈｚ〜のフルレンジで制御できる。

（２次ポンプの台数制御について）
２次ポンプ（８ａ，８ｂ）の台数制御については、空調負荷５が増加すると、空調機用２方弁１０が開方向に作動し、２次側要求流量が増大する。２次側要求流量が増大すると、末端圧力が低下し、これに追従するために２次ポンプのインバータ機８ａの出力が増大する。しかし、それ以上に空調負荷５が増加し要求流量が増大すると、やがてインバータ機８ａの出力が最大となり、インバータ機８ａでは末端圧力の目標値（Ｐｅ＿ｓｐ）を維持できず、徐々に低下することになる。この低下レベルが所定のレベル（Ｐｅ＿ｓｐ−Ｄｉｆ＿ｓｐ１）まで下回ると、定格の２次ポンプ８ｂが増段する。
逆に、末端圧力の目標値よりも所定のレベル（Ｐｅ＿ｓｐ＋Ｄｉｆ＿ｓｐ２）まで上昇した場合には２次ポンプを減段する。

図５に２次ポンプの台数制御の制御フローを示す。また、図６に２次ポンプの台数制御の動作タイムチャートを示す。
２次ポンプの台数制御は、図５の制御フローや図６の動作タイムチャートに示すように、末端空調機入口圧力のプロセス値（Ｐｅ＿ｐｖ）を入力し（ステップＳ２１）、末端空調機入口圧力が目標値圧力（Ｐｅ＿ｓｖ）より、下方閾値（Ｄｉｆ＿Ｐｅ１）以上低下したか否かを判定し（ステップＳ２２）し、判定待ち時間が経過した場合に（ステップＳ２３）、２次ポンプ台数を増段する（ステップＳ２４）。
また、末端空調機入口圧力のプロセス値（Ｐｅ＿ｐｖ）を入力し（ステップＳ２１）、末端空調機入口圧力が目標値圧力（Ｐｅ＿ｓｖ）より、上方閾値（Ｄｉｆ＿Ｐｅ２）以上まで復帰したか否かを判定し（ステップＳ２５）、判定待ち時間が経過した場合に（ステップＳ２６）、２次ポンプ台数を減段する（ステップＳ２７）。

（２次ポンプの圧力逃し弁制御について）
往水１次ヘッダ３と往水２次ヘッダ４間の圧力逃がし弁９の制御もまた、末端圧力で制御する。圧力逃がし弁９の制御目的は、従来の制御方法と同様に、２次ポンプのインバータ機８ａが故障したときの圧力調整である。
実施例１の熱源制御システムでは、圧力逃がし弁９の制御において、２次ポンプが１台の運転時のみで制御が入るようにしている。

図７に、圧力逃し弁９の制御フローを示す。圧力逃し弁９の制御は、図７に示すように、末端空調機入口圧力のプロセス値（Ｐｅ＿ｐｖ）を入力し（ステップＳ３１）、末端空調機入口圧力が上昇したか否かを判断した上で（ステップＳ３２）、２次ポンプが１台運転の場合にのみ（ステップＳ３３）、末端空調機入口圧力が目標値圧力（Ｐｅ＿ｓｖ）となるように圧力逃し弁９の開度をＰＩＤ制御する（ステップＳ３４）ものである。

２次ポンプが１台の運転時のみの場合に、圧力逃がし弁９の制御が入るようにすることで、２次ポンプがインバータ機８ａと定格ポンプ８ｂの２台が運転しているときに、定格ポンプ８ｂの圧力を逃がしてしまって２次ポンプを減段できなくなることを防ぐ。

（熱源機の台数制御について）
実施例１における熱源機（１ａ，１ｂ）の台数制御は、往水1次ヘッダ３の管内圧力で判定して増減段を行うものである。２次側要求流量が増えていくと、往水1次ヘッダ３の管内圧力は低下する。この圧力低下に対して目標設定値に追従するために、連通管１１の制御２方弁２０を閉方向に制御する。さらに、２次側要求流量が増大すると、制御２方弁２０の弁開度は最終的に全閉となる。そして、圧力低下に追従できず目標値（Ｐｓ１＿ｓｐ１）から徐々に圧力が低下していくことになる。所定の設定値レベル（Ｐｓ１＿ｓｐ２）まで低下した場合に熱源機を増段する。
一方、熱源機の増段中に、２次側要求流量が低下すると往水1次ヘッダ３の管内圧力は上昇する。所定の設定値レベル（Ｐｓ１＿ｓｐ３）まで復帰した場合には熱源機を減段する。
図１０は、上記説明の熱源機の台数制御の動作タイムチャートを示す。

また、図８は連通管１１の制御２方弁２０の制御フローを示している。連通管１１の制御２方弁２０の制御は、図８に示すように、往水１次ヘッダ３の管内圧力のプロセス値（Ｐｓ１＿ｐｖ）を入力し（ステップＳ４１）、往水１次ヘッダ３の管内圧力が目標値圧力（Ｐｓ１＿ｓｖ）となるように制御２方弁２０をＰＩＤ制御する（ステップＳ４２）ものである。

また、図９は熱源機の台数制御の制御フローを示している。
熱源機の台数制御は、図９に示すように、往水１次ヘッダ３の管内圧力のプロセス値（Ｐｓ１＿ｐｖ）を入力し（ステップＳ５１）、往水１次ヘッダ３の管内圧力が目標値圧力（Ｐｓ１＿ｓｖ）より増段設定値（Ｐｓ１＿ｓｐ２）以下まで低下したか否かを判定し（ステップＳ５２）、判定待ち時間が経過した場合に（ステップＳ５３）、熱源機の台数を増段する（ステップＳ５４）。
また、往水１次ヘッダ３の管内圧力のプロセス値（Ｐｓ１＿ｐｖ）を入力し（ステップＳ５１）、往水１次ヘッダ３の管内圧力が目標値圧力（Ｐｓ１＿ｓｖ）より減段設定値（Ｐｓ１＿ｓｐ３）以上まで復帰したか否かを判定し（ステップＳ５５）、判定待ち時間が経過した場合に（ステップＳ５６）、熱源機の台数を減段する（ステップＳ５７）。

ここで、各設定値の決め方を説明する。まず、基準圧力（Ｐｓ１＿０）は、熱源制御システム全体が停止しているときの往水１次ヘッダ３の管内圧力である。この圧力値は、熱源制御システムが停止して、熱源水の流れていない状態における、膨張タンク７が接続されている還水ヘッダ６の管内圧力である。

次に、増段設定値の決め方は、２次側要求流量が増加すると往水１次ヘッダ３の管内圧力は低下していくが、最終的に基準圧力（Ｐｓ１＿０）の近くまで低下した場合に熱源機を増段させればよい。この理由は、往水１次ヘッダ３の管内圧力（Ｐｓ１＿ｐｖ）が、基準圧力（Ｐｓ１＿０）よりも高ければ、１次ポンプに余裕があることになるからである。すなわち、熱源機の能力に余裕があると判断できることになる。

一方、往水１次ヘッダ３の管内圧力（Ｐｓ１＿ｐｖ）が、基準圧力（Ｐｓ１＿０）よりも低下するということは、熱源機の能力が不足していると判断できる。従って、増段設定値としては、基準圧力（Ｐｓ１＿０）の近辺を設定値として用いるのである。

次に、減段設定値（Ｐｓ１＿ｓｐ２）は、基準圧力（Ｐｓ１＿０）よりも高く、制御２方弁２０の弁制御用設定値（Ｐｓ１＿ｓｐ１）の間で、試運転調整を行って決定する。具体的な設定値としては、基準圧力（Ｐｓ１＿０）と制御２方弁２０の弁制御用設定値（Ｐｓ１＿ｓｐ１）の中間値を目安に調整するのが好ましい。この理由は、制御２方弁２０の弁制御用設定値（Ｐｓ１＿ｓｐ１）は、２次側が全閉のときに、熱源機の最小流量（通常、定格流量の５０％程度）を補償するための圧力値であり、また一方で基準圧力（Ｐｓ１＿０）のときに増段が必要な圧力値であるため、その中間点近辺で設定するのが妥当というものである。

実際の増減段処理は、増段の場合は往水１次ヘッダ３の管内圧力が増段設定値を下回ってから、また減段の場合は減段設定値を上回ってから一定時間（判定待ち時間）継続後に増減段処理を行う。

図１１に１次側流量と１次ポンプ出口圧力との関係を示す。
図１１では、基準圧力（Ｐｓ１＿０）を縦軸の原点にしている。従って、往水１次ヘッダ３の管内圧力に置き換える場合、１次ポンプの出口圧力から熱源機内抵抗（ｒ）を引いた値とすればよい。

図１１において、熱源機の増減段について説明する。まず、増段側は、１次ポンプ１台（熱源機１台）運転中に負荷側要求が増えると、制御２方弁が開方向に作動し流量が増えていく。最終的に、定格流量（Ｑ１）を熱源に流すためには、１次ポンプの出口圧力は、熱源機内抵抗（ｒ１）分を確保することになることから、図１１に示す（Ｐｓ１＿０＋ｒ１）近辺まで低下する。これ以上低下すると、熱源機内抵抗に対応できず、定格流量（Ｑ１）を確保できなくなる。この近辺が増段圧力ポイントとなる。

一方、減段側は、１次ポンプ（熱源機）が２台運転している状況で、負荷側要求流量が減ってくると、負荷側の空調機用２方弁１０が閉方向に作動し、要求流量が減少していく。最終的には、１次ポンプ（熱源機）１台分の流量となる近辺が減段圧力ポイントとなる。熱源機の減段後に、さらに負荷側要求流量が減っていくと配管抵抗が高まるが、熱源機の最小流量は確保する必要があり、そのときの圧力値が連通管１１の制御２方弁２０の制御目標値となる。減段圧力ポイントは、基準圧力（Ｐｓ１＿０）と制御２方弁２０の制御目標値の中間となる。設定に関して注意すべきことは、増段後の１次ポンプ（熱源機）２台の運転ポイントが減段制御設定値以下とすること、および、減段後の１次ポンプ（熱源機）１台の運転ポイントが増段制御設定値以上とすることである。ハンチングの現象を回避するためである。

（実施例２）
実施例１の熱源制御システムでは、往水１次ヘッダの圧力を検出する圧力センサＰ２を設けて、熱源機を保護するための最小流量を確保するために必要な往水１次ヘッダの圧力を目標値として連通管１１の制御２方弁２０が制御されていたが、往水１次ヘッダの圧力を検出する圧力センサＰ２の替わりに、往水１次ヘッダ３と還水ヘッダ６間の差圧を検出する圧力センサを設けて、差圧を目標値として連通管１１の制御２方弁２０が制御しても構わない。

図１６は、実施例２の熱源制御システムの概略系統図を示している。実施例２の熱源制御システムは、図１６に示すように、熱源水を生成する２台の熱源機（１ａ，１ｂ）と、熱源機の補機として熱源水を搬送する２台の１次ポンプ（２ａ，２ｂ）と、熱源機（１ａ，１ｂ）からの熱源水を混合する往水１次ヘッダ３と往水２次ヘッダ４と、往水１次ヘッダ３からの熱源水を往水２次ヘッダ４に送る２台の２次ポンプ（８ａ，８ｂ）と、２次ポンプ（８ａ，８ｂ）からの熱源水の供給を受ける空調負荷５と、空調負荷５の出口側に設けられた空調機用２方弁１０と、空調負荷５で熱交換された熱源水が戻される還水ヘッダ６と、往水１次ヘッダ３と還水ヘッダ６の間を繋ぐ連通管１１と、から構成される従来のクローズ系ツーポンプ熱源システムに対して、更に、
（１）連通管１１に制御２方弁２０を設け、
（２）往水１次ヘッダ３と還水ヘッダ６間の差圧を検出する圧力センサＰ４を設け、
（３）熱源機（１ａ，１ｂ）を保護するための最小流量を確保するために必要な差圧、具体的には、空調機用２方弁１０を全て全閉させた状態で、連通管１１の制御２方弁２０を閉じていった場合に、熱源機（１ａ，１ｂ）が流量低下でエラー停止する直前の圧力を、往水１次ヘッダ３の管内圧力の目標値として、制御２方弁２０を制御するものである。

（実施例３）
実施例１や実施例２の熱源制御システムでは、往水１次ヘッダの圧力や、往水１次ヘッダ３と還水ヘッダ６間の差圧を検出する圧力センサ（Ｐ２或いはＰ４）を設けて、熱源機を保護するための最小流量を確保するために必要な圧力や差圧を目標値として連通管１１の制御２方弁２０が制御されていたが、圧力センサ（Ｐ２或いはＰ４）の替わりに、熱源機（１ａ，１ｂ）を通過する流量を計測する流量センサを設けて、熱源機を保護するための最小流量を確保するために必要な流量を目標値として連通管１１の制御２方弁２０が制御しても構わない。

図１７は、実施例３の熱源制御システムの概略系統図を示している。実施例２の熱源制御システムは、図１７に示すように、熱源水を生成する２台の熱源機（１ａ，１ｂ）と、熱源機の補機として熱源水を搬送する２台の１次ポンプ（２ａ，２ｂ）と、熱源機（１ａ，１ｂ）からの熱源水を混合する往水１次ヘッダ３と往水２次ヘッダ４と、往水１次ヘッダ３からの熱源水を往水２次ヘッダ４に送る２台の２次ポンプ（８ａ，８ｂ）と、２次ポンプ（８ａ，８ｂ）からの熱源水の供給を受ける空調負荷５と、空調負荷５の出口側に設けられた空調機用２方弁１０と、空調負荷５で熱交換された熱源水が戻される還水ヘッダ６と、往水１次ヘッダ３と還水ヘッダ６の間を繋ぐ連通管１１と、から構成される従来のクローズ系ツーポンプ熱源システムに対して、更に、
（１）連通管１１に制御２方弁２０を設け、
（２）それぞれの熱源機（１ａ，１ｂ）を通過する流量を計測する流量センサ（Ｆ２，Ｆ３）を設け、
（３）熱源機（１ａ，１ｂ）を保護するための最小流量を確保するために必要な流量を目標値として、制御２方弁２０を制御するものである。

以上、実施例１〜実施例３の熱源制御システムで本発明の熱源制御システムならびに熱源制御方法を説明した。空調負荷側が２方弁で制御され、変流量となるクローズ系ツーポンプ方式の熱源システムを対象とした制御システムならびに制御方法である。従来、このような熱源システムに対して行われていた一般的な制御方法に比べて、特に搬送動力エネルギーを大幅に削減できる可能性のある斬新な制御方法である。クローズ系ツーポンプ方式の熱源システムは、１９９０年代後半以降、省エネルギーを考慮したシステムとして非常に多くの建物・設備に導入されている。これらの既存の熱源システムに対して、本発明の熱源制御システムならびに熱源制御方法は、容易かつ安価に導入できる。既存の熱源システムに対し、連通管の手動弁を制御２方弁に交換し、往水１次ヘッダの圧力センサと末端の空調機の入口圧力を計測する圧力センサを設置するだけで実現可能なのである。本発明の熱源制御システムならびに熱源制御方法を用いることにより、高い省エネルギー効果が得られることから、既存の熱源システムへの導入促進が期待できる。

本発明の熱源制御システム並びに熱源制御方法は、クローズ系ツーポンプ方式の熱源システムに有用である。

１ａ，１ｂ 熱源機
２ａ，２ｂ １次ポンプ
３ 往水１次ヘッダ
４ 往水２次ヘッダ
５ 空調負荷
６ 還水ヘッダ
７ 膨張タンク
８ａ，８ｂ ２次ポンプ
９ 圧力逃し弁
１０ 空調機用２方弁
１１ 連通管
２０ 連通管の制御２方弁
Ａ 負荷制御系
Ｂ 搬送制御系
Ｃ 熱源制御系
ＩＮＶ インバータ機
Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３，Ｐ４ 圧力センサ
Ｔ１〜Ｔ７ 温度センサ
Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３ 流量計

Claims (10)

1. 空調負荷に応じて熱源水（冷温水）を供給すべく、熱源水を生成する複数の熱源機と、熱源機の補機として熱源水を搬送する複数の１次ポンプと、熱源機からの熱源水を混合する往水１次ヘッダと往水２次ヘッダと、往水１次ヘッダからの熱源水を往水２次ヘッダに送る複数の２次ポンプと、２次ポンプからの熱源水の供給を受ける空調負荷と、空調負荷の出口側に設けられた空調機用２方弁と、空調負荷で熱交換された熱源水が戻される還水ヘッダと、往水１次ヘッダと還水ヘッダ間を繋ぐ連通管と、を備えたクローズ系ツーポンプ熱源システムにおいて、
   前記連通管に制御２方弁を設け、
   前記往水１次ヘッダの圧力を検出する圧力センサを設け、
   前記熱源機を保護するための最小流量を確保するために必要な前記往水１次ヘッダの圧力を目標値として前記制御２方弁が制御されること、
   を特徴とする熱源制御システム。
2. 空調負荷に応じて熱源水（冷温水）を供給すべく、熱源水を生成する複数の熱源機と、熱源機の補機として熱源水を搬送する複数の１次ポンプと、熱源機からの熱源水を混合する往水１次ヘッダと往水２次ヘッダと、往水１次ヘッダからの熱源水を往水２次ヘッダに送る複数の２次ポンプと、２次ポンプからの熱源水の供給を受ける空調負荷と、空調負荷の出口側に設けられた空調機用２方弁と、空調負荷で熱交換された熱源水が戻される還水ヘッダと、往水１次ヘッダと還水ヘッダ間を繋ぐ連通管と、を備えたクローズ系ツーポンプ熱源システムにおいて、
   前記連通管に制御２方弁を設け、
   前記往水１次ヘッダと前記還水ヘッダ間の差圧を検出する圧力センサを設け、
   前記熱源機を保護するための最小流量を確保するために必要な前記差圧を目標値として前記制御２方弁が制御されること、
   を特徴とする熱源制御システム。
3. 空調負荷に応じて熱源水（冷温水）を供給すべく、熱源水を生成する複数の熱源機と、熱源機の補機として熱源水を搬送する複数の１次ポンプと、熱源機からの熱源水を混合する往水１次ヘッダと往水２次ヘッダと、往水１次ヘッダからの熱源水を往水２次ヘッダに送る複数の２次ポンプと、２次ポンプからの熱源水の供給を受ける空調負荷と、空調負荷の出口側に設けられた空調機用２方弁と、空調負荷で熱交換された熱源水が戻される還水ヘッダと、往水１次ヘッダと還水ヘッダ間を繋ぐ連通管と、を備えたクローズ系ツーポンプ熱源システムにおいて、
   前記連通管に制御２方弁を設け、
   前記熱源機を通過する流量を計測する流量センサを設け、
   前記熱源機を保護するための最小流量を確保するために必要な流量を目標値として前記制御２方弁が制御されること、
   を特徴とする熱源制御システム。
4. 圧力損失的に最遠端にあたる空調負荷の入口に末端空調機入口圧力センサを設け、
   前記末端空調機入口圧力センサの計測値に基づいて、
   前記２次ポンプの台数制御、前記２次ポンプのインバータ制御、及び、前記２次ポンプの圧力逃し弁制御を行い、
   前記圧力センサの計測値に基づいて、前記熱源機の台数制御を行う、
   ことを特徴とする請求項１又は２に記載の熱源制御システム。
5. 前記２次ポンプのインバータ制御において、最低周波数設定を設けず、０Ｈｚからフルレンジで制御を行うことを特徴とする請求項４に記載の熱源制御システム。
6. 前記２次ポンプの圧力逃し弁制御において、前記２次ポンプが１台運転時のみ、前記圧力逃し弁の制御が行われることを特徴とする請求項４に記載の熱源制御システム。
7. 前記２次ポンプの台数制御と、前記２次ポンプのインバータ制御と、前記２次ポンプの圧力逃がし弁制御と、前記連通管の前記制御２方弁の制御と、前記熱源機の台数制御とが、全て管内圧力のみ基づいて制御されること特徴とする請求項４に記載の熱源制御システム。
8. 請求項１又は２に記載のクローズ系ツーポンプ熱源システムの熱源制御方法であって、
   前記空調機用２方弁を全て全閉させた状態で前記制御２方弁を閉じていった場合に、前記熱源機が流量低下でエラー停止する直前の圧力或いは差圧を目標値として、前記制御２方弁を制御するステップ、
   を備えたことを特徴とする熱源制御方法。
9. 請求項３に記載のクローズ系ツーポンプ熱源システムの熱源制御方法であって、
   前記空調機用２方弁を全て全閉させた状態で前記制御２方弁を閉じていった場合に、前記熱源機が流量低下でエラー停止する直前の流量を、熱源機の通過流量の流量目標値として、前記制御２方弁を制御するステップ、
   を備えたことを特徴とする熱源制御方法。
10. 請求項４に記載のクローズ系ツーポンプ熱源システムの熱源制御方法であって、
    前記空調機用２方弁を全て全閉させた状態で前記制御２方弁を閉じていった場合に、前記熱源機が流量低下でエラー停止する直前の圧力を、前記往水１次ヘッダの圧力目標値として、前記制御２方弁を制御するステップと、
    前記末端空調機入口圧力センサの計測値に基づいて、前記２次ポンプの台数を制御するステップと、
    前記末端空調機入口圧力センサの計測値に基づいて、前記２次ポンプのインバータを制御するステップと、
    前記末端空調機入口圧力センサの計測値に基づいて、前記２次ポンプの圧力逃し弁を制御するステップと、
    前記往水１次ヘッダの圧力センサ、或いは、前記往水１次ヘッダと前記還水ヘッダ間の差圧を検出する圧力センサの計測値に基づいて、前記熱源機の台数を制御するステップと、
    を備えたことを特徴とする熱源制御方法。